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绞肉机的设计 1 目 录 目录 1 摘要 4 第一章 绪论5 第二章 工作原理及结构6 2.1 绞肉机的结构 6 2.1.1 送料机构 6 2.1.2 切割机构 6 2.1.3 驱动机构 6 2.2 绞肉机的工作原理 6 第三章 螺旋供料器的设计 8 3.1 绞笼的设计 8 3.1.1 绞笼的材料 8 3.1.2 螺旋直径 8 3.1.3 螺旋供料器的转速 8 3.1.4 螺旋节距 9 第四章 传动系统的设计 10 4.1 电机的选择10 4.2 带传动的设计11 4.2.1 设计功率11 4.2.2 选定带型 11 4.2.3 传动比 11 4.2.4 小带轮基准直径 11 4.2.5 大带轮基准直径 11 4.2.6 带速验算 11 4.2.7 初定轴间距 11 绞肉机的设计 2 4.2.8 所需带的基准长度 11 4.2.9 实际轴间距 12 4.2.10 小带轮包角12 4.2.11 单根 V 带的基本额定功率 12 4.2.12 时单根 V 带型额定功率增量121i 4.2.13 V 带的根数12 4.2.14 单根 V 带的预紧力12 4.2.15 作用在轴上的力 13 4.2.16 带轮的结构和尺寸 13 4.3 齿轮传动设计13 4.3.1 选择材料，确定和及精度等级13 limH limF 4.3.2 按接触强度进行初步设计14 4.3.2.1 确定中心距14 4.3.2.2 确定模数 14 4.3.2.3 确定齿数14 4.3.2.4 计算主要的几何尺寸14 4.3.3 校核齿面接触强度15 4.3.4 校核齿根的强度17 4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算18 4.3.5.1 确定齿厚偏差代号18 4.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值18 4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值18 4.3.5.4 确定齿坯的精度 19 4.4 轴的设计 20 4.4.1 选择轴的材料，确定许用应 力20 4.4.2 按扭转强度估算轴径20 绞肉机的设计 3 4.4.3 设计轴的结构并绘制结构草图20 4.4.4 按弯扭合成强度校核轴径21 4.4.5 作转矩图23 4.4.6 求当量弯矩23 4.4.7 确定危险截面及校核强度23 4.5 联轴器的选用23 4.5.1 类型的选择23 第五章 绞刀的设计 25 5.1 绞刀的设计25 5.1.1 刀刃的起讫位置26 5.1.2 刀刃的前角27 5.1.3 刀刃的后角28 5.1.4 刀刃的刃倾角 29 5.1.5 刀刃上任一点位量上绞肉速度30 5.1.6 绞刀片的结构31 第六章 生产能力分析 33 6.1 绞刀的切割能力33 6.2 绞肉机的生产能力 33 6.3 功率消耗33 设计总结35 致谢 36 参考文献37 绞肉机的设计 4 【摘要摘要】本文论述了肉类加工机械绞肉机的工作原理、主要技术参数、传动系 统、典型零件的结构设计及生产能力分析。 此绞风机采用全封闭式齿轮转动，结构紧凑，运转平稳，工作可靠。该设备 制造简单，线条流畅，没有可藏污的缝隙及伤害操作者的锐边，易于清洁，此绞 肉机适合任何宾馆、酒楼、餐厅、食堂绞制肉靡之用。 此绞肉机工作主要靠旋转的绞筒将料斗中的原料肉推挤到绞笼的挤肉样板处， 利用转动的切刀刃和挤肉样板上的孔眼形成的剪切作用将肉切碎，并在绞筒的作 用下，将肉粒不断排出挤肉样板处。这样，绞肉机料斗中的肉不断通过料斗进入 绞筒，而肉靡断被排出机外。该绞肉机使用范围广泛，能将块状原料肉按工艺要 求切成颗粒或肉泥，便于和其它辅料混合，满足不同肉制品需要。 【关键词关键词】绞肉机，挤肉样板，绞刀，绞笼，绞筒 【AbstractAbstract】The principle, technical pare-maters, transmiting system and main parts structure of mincing ma-chine were introduced. The productingcapacity was analysed.Keywords Mincing machine Holds plate Cutting blade Transfer auger. This skein fan enbvironment gears, compact structure, smooth operation, reliable work. This equipment manufacture simple, line is fluent, no can hide stains aperture and damage to the sharp edge operator, easy to clean, the stage for any hotels, restaurants, cafes, canteen skein of meat Merle purposes. This stage work mainly by rotating cylinder of ground into hopper of raw meat pushed to squeeze meat stranding cage, using rotating template place cut the blade and the model of pore is crowded meat formed shearing action will chop the meat, and in twisted canister, under the action of meat grain constantly eduction crowded meat template place. So, the meat stage hopper unceasingly through hopper into heave tube, and broken meat Merle is expelled cake layer. This stage wide usage, can have a lump of raw meat the technique requirements and cut into particle or paste, facilitate and other accessories mixed, meet different meat needs. 绞肉机的设计 5 【Key【Key words】words】 Stage, crowded meat model, reamer, stranding cage, wring cone 第一章 前言 随着国民经济的发展和人民生活水平的提高，人民对食品工业提出了更 高的要求。现代食品已朝着营养、绿色、方便、功能食品的方向发展，且功 能食品将成为新世纪的主流食品。食品工业也成为国民经济的支柱产业，作 为装备食品工业的食品机械工业发展尤为迅猛。 食品工业的现代化水平，在很大程度上依赖于食品机械的发展及其现代 化水平，离开现代仪器和设备，现代食品工业就无从谈起。食品工业的发展 是设备和工艺共同发展的结果，应使设备和工艺达到最佳配合，以设备革新 和创新促进工艺的改进和发展，以工艺的发展进一部促进设备的发展和完善。 两者互相促进、互相完善，是使整个食品工业向现代化迈进的必要条件。 在肉类加工的过程中，切碎、斩拌搅拌工序的机械化程度最高，其中绞 肉机、斩拌机、搅拌机是最基本的加工机械.几乎所有的肉类加工厂都具备 这 3 种设备。国内一些大型肉类加工厂先后从西德、丹麦、瑞士、日本等引 进了先进的加工设备，但其价格十分昂贵。目前中、小型肉类加工企业所使 用的大部分设备为我国自行设计制造生产的，绞肉机是为中、小型肉类加二 企业所设计的较为理想的、绞制各种肉馅的机械，比如生产午餐肉罐头和制 造鱼酱、鱼圆之类的产品，它将肉可进行粗、中、细绞以满足不同加工工艺 的要求，该机亦可作为其他原料的挤压设备。 绞肉机的设计 6 第二章 工作原理及结构 2.1 绞肉机的结构 绞肉机主要由送料机构、切割机构和驱动机构等组成，如图21 所示。 图 21 绞肉机结构 1.机架 2.绞刀 3.挤肉样板 4.旋盖 5.纹筒 6.绞笼 7. 料斗 8.减速器 9.大皮带轮 10.电机 11.三角带 12.小皮带轮 2.1.1 送料机构 包括料斗 7、绞笼 6 和绞筒 5。其作用是输送物料前移到切割机构，并 在前端对物料进行挤压。 2.1.2 切割机构 包括挤肉样板 3,绞刀 2,旋盖 4。其作用是对进入挤肉样板孔中的物料进 行切割.挤肉样板孔眼规格有多种，可根据不同的工艺要求随时旋下旋盖进行 更换。 2.1.3 驱动机构 包括电机 10、皮带轮 9、12、减速器 8、机架 I 等 绞肉机的设计 7 2.2 绞肉机的工作原理 工作时，先开机后放料，由于物料本身的重力和螺旋供料器的旋转，把 物连续地送往绞刀口进行切碎。因为螺旋供料器的螺距后面应比前面小，但 螺旋轴的直径后面比前面大，这样对物料产生了一定的挤压力，这个力迫使 已切碎的肉从挤肉样板上的孔眼中排出。 用于午餐肉罐头生产时，肥肉需要粗绞而瘦肉需要细绞，以调换挤肉样 板的方式来达到粗绞与细绞之需。挤肉样板有几种不同规格的孔眼，通常粗 绞用之直径为 810 毫米、细绞用直径 35 毫米的孔眼。粗绞与细绞的格 板，其厚度都为 1012 毫米普通钢板。由于粗绞孔径较大，排料较易，故 螺旋供料器的转速可比细绞时快些，但最大不超过400 转/分。一般在 200400 转/分。因为挤肉样板上的孔眼总面积一定，即排料量一定，当供 料螺旋转速太快时，使物料在绞刀附近堵塞，造成负荷突然增加，对电动机 有不良的影响。 绞刀刃口是顺着切刀转学安装的。绞刀用工具钢制造，刀口要求锋利， 使用一个时期后，刀口变钝，此时应调换新刀片或重新修磨，否则将影响切 割效率，甚至使有些物料不是切碎后排出，而是由挤压、磨碎后成浆状排出， 直接影响成品质量，据有些厂的研究，午餐肉罐头脂肪严重析出的质量事故， 往往与此原因有关。 装配或调换绞刀后，一定要把紧固螺母旋紧，才能保证挤肉样板不动， 否则因挤肉样板移动和绞刀转动之间产生相对运动，也会引起对物料磨浆的 作用。绞刀必须与挤肉样板紧密贴和，不然会影响切割效率。 螺旋供料器在绞筒里旋转，要防止螺旋外表与绞筒内壁相碰，若稍相碰， 马上损坏机器。但它们的间隙又不能过大，过大会影响送料效率和挤压力， 甚至使物料从间隙处倒流，因此这部分零部件的加工和安装的要求较高。 绞肉机的生产能力不能由螺旋供料器决定，而由绞刀的切割能力来决定。 因为切割后物料必须从孔眼中排出，螺旋供料器才能继续送料，否则，送料 再多也不行，相反会产生物料堵塞现象。 绞肉机的设计 8 第三章 螺旋供料器的设计 3.1 绞笼的设计 绞笼的作用是向前输送物料，并在前端对肉块进行挤压。如图31 所 示，设计上采用一根变螺距、变根径的螺旋，即螺距后大前小，根径后小前 大，这样使其绞笼与绞筒之间的容积逐渐减小实现了对物料的挤压作用。 绞笼前端方形轴处安装绞刀，后端面上安装两个定位键与其主轴前端面 上键槽配合，以传递动力。 R5 30 10 2020 24 30 40 80 70 80 554080105130 1.6 577.29 节节t节130 2.5 105 图 31 绞笼 3.1.1 绞笼的材料 绞笼的材料选为 HT200 3.1.2 螺旋直径 0.136 m 取 D160mm5 . 2 C G KD G生产能力 ,由原始条件得 G1T/H K物料综合特性系数 ,得 K0.071 -物料得填充系数，得0.15 物料的堆积密度 t/m 猪肉的为 1.5t/m 33 C与螺旋供料器倾角有关的系数，得C1 3.1.3 螺旋供料器的转速 绞肉机的设计 9 由原始数据 n326r/min 3.1.4 螺旋节距 实体面型螺旋的节距 tD 3.2 绞筒的设计 由于肉在绞筒内受到搅动，且受挤压力的反作用力作用，物料具有向后倒 流的趋势，因此在绞笼的内壁上设计了8 个止推槽 .沿圆周均匀分布，如图 32 所示 绞筒内壁与绞笼之间的间隙要适当，一般为3-5mm。间隙太大会使物料倒流 ;间 隙太小绞笼与绞筒内壁易碰撞。 绞筒的物料可选用铸铁，选HT200 图 32 绞筒 绞肉机的设计 10 第四章第四章 传动系统的设计传动系统的设计 由于绞笼只有一种工作转速，则从电机至绞笼的运动路线为定比传动，其总 的传动比可利用带传动、齿轮传动等构机逐级减速后得到。 绞笼的转速不易太高，因为输送能力并不是随转速增加而增加。当速度 达到一定值以后，效率反而下降，且速度过高，物料磨擦生热，出口处的压 力升高，易引起物料变性，影响绞肉质量，因此绞笼的转速一般在200 一 400r/min 比较适宜。在本机选用 326r/min。 由传动比标准系列查机械设计基础课程设计指导书表22（P6） 初步取 根据选用的电机和绞笼转速要求设计传动路线如下： 4.1 电机的选择 N=4(KW) WG G绞肉机的生产能力， 1000kg/h W切割 1kg 物料耗用能量，其值与孔眼直径有关， d 小则 w 大， 当 d3mm， 取 w0.0030kw.h/kg。 传动效率，取 0.75 所以根据 N4kw，n1500r/min，查机械设计基础课程设计指导书表 8-1（P119）选用 Y112M-4，再查机械设计基础课程设计指导书表8- 5（P123）得 Y112M-4 电机的结构。 绞肉机的设计 11 图 4-1 Y112M-4 电动机的外观图 4.2 带传动的设计 4.2.1 设计功率 d P 工况系数，查机械设计基础表6-5（P87） ，取1.2 A K A K P传递的功率 4.2.2 选定带型 根据和查机械设计基础图 6-8（P87） ，选取普通 V 带 A 型，小带 d p 1 n 1 n 轮转速，为 1440r/min 4.2.3 传动比 4.2.4 小带轮基准直径（mm） 1 d d 由机械设计基础表 6-3（P85） 100mm75r/min 1 d d min d d 4.2.5 大带轮基准直径（mm） 2 d d 由机械设计基础表 6-6（P88）得=180mm 2 d d 绞肉机的设计 12 4.2.6 带速验算 4.2.7 初定轴间距（mm） 0 a 4.2.8 所需带的基准长度（mm） 0 d L 依机械设计基础表 6-6（P88）取900mm，即带型为 A900 d L 4.2.9 实际轴间距 a 4.2.10 小带轮包角 1 4.2.11 单根 V 带的基本额定功率 1 p 根据带型号、和普通 V 带查机械设计基础表 6-3（P86） ，取 1 d d 1 n 1.32kw 4.2.12 时单根 V 带型额定功率增量1i 1 P 根据带型号、和 查机械设计基础表 6-3（P86） ，取 0.15kw 1 ni 4.2.13 V 带的根数 Z 小带轮包角修正系数查机械设计基础表6-4（P86）,取 0.96 a k 绞肉机的设计 13 带长修正系数查机械设计基础表6-2（P80） ，取 0.87 L k 4.2.14 单根 V 带的预紧力 0 F mV 带每米长的质量（ kg/m）查机械设计基础表 6-1（P79） ，取 0.1k/gm 4.2.15 作用在轴上的力 F 考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5 倍 maxr F 4.2.16 带轮的结构和尺寸 带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量 轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。 轮槽工作表面应光滑（表面粗糙度）以减轻带的磨损。mRa2 . 3 带轮的材料为 HT200。查机械设计基础表 6-1（P79） ，得基准宽度制 V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查机械设计基础表6-1（P79）确定轮 辐。 小带轮=100mm，采用实心轮，大带轮=176mm，采用孔板轮，取轮 1 d d 2 d d 缘宽度 B=63mm，轮毂长度 L=40mm。大带轮拟采用 P-IV 型结构形式。取轴 孔径 d=33mm。按机械设计基础表 6-1 和图 6-6 中的公式确定结构尺寸。 绞肉机的设计 14 2*45 40 12 A 63 B 0.1 A B 0.1 A 159 11 180 8.72.75 11 915 8.72.75 34 B 0.1 A 0.1 A B 63 A 245 3.2 40 R5 图 4-2 小带轮 图 4-3 大带轮 4.3 齿轮传动设计 4.3.1 选择材料，确定和及精度等级。 参考机械设计基础表 8-12（P138）选择两齿轮材料为：大、小齿轮均 为 40，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4550HRc；查机械设计基础 r C 表 8-8（P132） ，得精度等级为 6 级。 按硬度下限值，由机械设计基础图8-40（P140）中的 MQ 级质量指标 查得；由机械设计基础图 8-42（P142）中的 MQ 级质 量指标查得。 4.3.2 按接触强度进行初步设计 4.3.2.1 确定中心距 a （按机械设计基础表 8-4 公式进行设计 ） 式中：配对材料修正系数 Cm1（由机械设计基础表 8-4 查取） 螺旋角系数 Aa476（由机械设计基础表 8-4 查取） 载荷系数 K1.6（参考机械设计基础表 8-4 推荐值） 小齿轮额定转矩 齿宽系数0.4（参考机械设计基础表 8-15 推荐值） a 绞肉机的设计 15 齿数比 u=i=2.5 许用接触应力 则取 a80mm 4.3.2.2 确定模数 m (参考机械设计基础表 8-12) m=(0.0070.02)a=0.561.6, 取 m=1.5mm 4.3.2.3 确定齿数 z ,z 12 初取螺旋角13 z =29.4 取 z =30 1 ) 1( cos2 m a ) 15 . 2(5 . 1 13cos802 1 z =z =2.5 30=75 取 z =75 21 2 重新确定螺旋角 142.10 802 )7530(5 . 1 arccos 2 )( arccos 21 a zzmn 4.3.2.4 计算主要的几何尺寸 （机械设计基础表 8-3） 分度圆的直径 d =m z /cos=1.5 30/cos=45.7mm 11 d =m z /cos=1.5*75/cos=114.3mm 22 齿顶圆直径 d= d +2h =45.7+2 1.5=48.7mm 1a1a d= d +2h =114.3+2 1.5=117.3mm 2a2a 端面压力角 0 292.20 142.10cos 20 cos tg arctg tga arctg n t 基圆直径 d= dcos= cos20.292 =40.2mm 1b1t 0 d= d cos=348 cos20.292 =107.2mm 2b2t 0 齿顶圆压力角 =arccos=34.365 1at 1 1 a b d d 0 绞肉机的设计 16 = arccos=23.951 2at 2 2 a b d d 0 端面重合度 = z （tg-tg）+ z (tg-tg) a 2 1 1 1at 2 2at =1.9 齿宽 b=.a0.4*8032 取 b 32mm；b 40mm a 21 齿宽系数 =0.7 d 1 d b 7 . 45 32 纵向重合度 =1.2 5 . 1 142.10sin32sin n m b 当量齿数 31.45 3 11 cos/zzv 78.628 3 22 cos/zzv 4.3.3 校核齿面接触强度 （机械设计基础图 8-40） 强度条件： H H 计算应力：=ZZ Z Z Z 1H HBE 1 1 bd F KKKk t HHVA = 2H 1H B D Z Z 式中：名义切向力 F =2044N t 1 1 2000 d T 7 . 45 7 . 462000 使用系数 K =1 A 动载系数 =（） V K VA A 200 B 式中 V= s m nd 95 . 1 100060 818 7 . 45 100060 11 A=83.6 B=0.4 C=6.57 =1.2 V K 齿向载荷分布系数 K=1.35（由机械设计基础表 8-15，按硬齿面齿轮， H 装配时检修调整， 6 级精度 K非对称支称公式计算） H 34. 1 齿间载荷分配系数 （由机械设计基础表 8-3 查取）0 . 1 H K 节点区域系数 = 1.5（由机械设计基础表 8-3 查取） H Z 绞肉机的设计 17 重合度的系数 （由机械设计基础表 8-3 查取）77 . 0 Z 螺旋角系数 （由机械设计基础表 8-3 查取）80. 0 Z 弹性系数 （由机械设计基础表 8-13 查取）MPaZE 8 . 189 单对齿齿合系数 Z =1 B = 1H 2H 32 7 . 45 2044 5 . 2 15 . 2 0 . 135 . 1 05 . 1 80 . 0 77 . 0 8 . 1895 . 11 245.5MPa 许用应力： = H XWRVLNT H H ZZZZZZ S lim lim 式中：极限应力=1120MPa limH 最小安全系数=1.1（由机械设计基础表 8-16 查取） limH S 寿命系数=0.92（由机械设计基础表 8-18 查取） NT Z 润滑剂系数=1.05（由机械设计基础表 8-20 查取，按油粘度等于 L Z 350） s m 速度系数=0.96（按由机械设计基础表 8-12 查取） V Z,95. 1 s m 粗糙度系数=0.9（由机械设计基础表 8-5 查取） R Z 齿面工作硬化系数=1.03（按齿面硬度 45HRC） W Z 尺寸系数=1 X Z 则： =826MPa H 03 . 1 85 . 0 96 . 0 05 . 1 92 . 0 1 . 1 1120 满足 H H 4.3.4 校核齿根的强度 （按机械设计基础图 8-40 校核） 强度条件： 1F 1F 绞肉机的设计 18 许用应力： =； 1F FFVASaFa n t KKKKYYYY bm F 11 22 12 SF SF FF YY YY 式中：齿形系数=2.61， =2.2（由机械设计基础图 8-43 查取） 1F Y 2F Y 应力修正系数，（由机械设计基础图 8-40 查取）6 . 1 1 Sa Y77 . 1 2 Sa Y 重合度系数 =1.9 Y 螺旋角系数=1.0（由机械设计基础表 8-3 查取） Y 齿向载荷分布系数=1.3（其中 N=0.94，按机械设计基础图 F K N H K 8-38 计算） 齿间载荷分配系数=1.0 F K 则 =94.8MPa 1F =88.3MPa 2F 1F 6 . 161. 2 2 . 277 . 1 许用应力： = （按值较小齿轮校核） F XlTrelTNTST F F YYYYY S Re lim lim limF 式中：极限应力=350MPa limF 安全系数=1.25（按机械设计基础表 8-16 查取） limF S 应力修正系数=2（按机械设计基础表 8-16 查取） ST Y 寿命系数=0.9（按机械设计基础表 8-16 查取） ST Y 齿根圆角敏感系数=0.97（按机械设计基础表 8-16 查取） relT Y 齿根表面状况系数=1（按机械设计基础表 8-16 查取） lT YRe 尺寸系数=1（按机械设计基础表 8-16 查取） X Y 则 = F MPa48997 . 0 9 . 02 25 . 1 350 满足， 验算结果安全 2F 1F F 4.3.5 齿轮及齿轮副精度的检验项目计算（大齿轮） 绞肉机的设计 19 4.3.5.1 确定齿厚偏差代号 确定齿厚偏差代号为： 6KL GB1009588（参考互换性与测量技术表 9-16 查取） 4.3.5.2 确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值 （参考互换性与测量技术表 9-1 查取） 第公差组检验切向综合公差， 1 i F =0.063+0.009=0.072mm,(按互换性与测量技术表 9-5 查取)； 1 i F fP FF 第公差组检验齿切向综合公差，=0.6（） 1 i f 1 i f tpt ff =0.6（0.009+0.011）=0.012mm， （按互换性与测量技术表 9-8 查取） ； 第公差组检验齿向公差=0.012（由互换性与测量技术表 9-12 查取） F 。 4.3.5.3 确定齿轮副的检验项目与公差值 （参考互换性与测量技术表 9-15 选择） 对齿轮，检验公法线平均长度偏差。按齿厚偏差的代号 KL，根据 mw E 互换性与测量技术表 9-3 的计算式求得齿厚的上偏差=-12=- ss E pt f 12 0.009=-0.108mm，齿厚下偏差=-16=-16 0.009=-0.144mm；公法 si E pt f 线的平均长度上偏差=*cos-0.72sin=-0.108 cos-0.72 wms E ss E T F 0 20 =-0.110mm,下偏差=cos+0.72sin=-0.144 cos 0 20sin36. 0a wmi E si E T F +0.72 0.036 sin=-0.126mm；按互换性与测量技术表 9-5 及其表注 0 20 0 20 说明求得公法线长度=87.652，跨齿数 K=10，则公法线长度偏差可表 kn W 示为： 110.0 126.0 652.87 对齿轮传动，检验中心距极限偏差，根据中心距 a=80mm，由互换性 f 与测量技术表 9-14 查得=；检验接触斑点，由互换性与测量技术表 f023 . 0 9-13 查得接触斑点沿齿高不小于40%，沿齿长不小于 70%；检验齿轮副的切 向综合公差=0.05+0.072=0.125mm（根据互换性与测量技术表9-8 计算 ic F 与查取） ；检验齿切向综合公差=0.0228mm。 ic f 绞肉机的设计 20 对箱体，检验轴线的平行度公差，=0.012mm，=0.006mm x f y f 4.3.5.4 确定齿坯的精度公差 （按互换性与测量技术表 9-17 查取) 根据大齿轮的功率，确定大轮的孔径为33mm，其尺寸和形状公差均为 6 级，即 0.016mm，齿轮的径向和端面跳动公差为0.014mm。 （如图 4-4） 0.014 A 1.6 1.6 0.8 0.8 1.6 ? 94.75 ? 52.8 88 128 2*45 ? 470 0 -0,1 ? 458 图 4-4 大齿轮简图 4.4 轴的设计 4.4.1 选择轴的材料，确定许用应力 由已知条件知绞肉机传递中小功率，对材料无特殊要求，故选用45 钢 并经调质处理。由机械设计基础表14-1 查得强度极限 b= 650MPa，由机 械设计基础表 14-8 得许用弯曲应力=60 MPa。 b1 4.4.2 按扭转强度估算轴径 根据机械设计基础表 14-7 得 A=118107。又由式（ 10.2）得 mmmm n P Ad1.367.32 140 4 118107 33 考虑到轴要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%， 取为 33.8637.91MM。由设计手册取标准直径 d1=35mm。 4.4.3 设计轴的结构并绘制结构草图 (1）确定轴上零件的位置和固定方式 要确定轴的结构形状，必须先 确定轴上零件的装拆顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左 端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被 完全确定。齿轮的周向固定采用平键联接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其 轴向用肩固定，周向采用过盈配合固定。 绞肉机的设计 21 (2）确定各轴段的直径 ，轴段（外伸端）直径最小，；mmd27 1 考虑到要对安装在轴段 上的联器进行定位，轴段 上应有轴肩，同时为 能很顺利地在轴段 上安装轴承，轴段 必须满足轴承内径的标准，故取轴 段的直径为 30mm；用相同的方法确定轴段 、的直径 2 d d3=33mm、d4=30mm。 (3）确定各轴段的长度 齿轮轮毂宽度为 63mm，为保证齿轮固定可靠， 轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为 B2=32mm,BI=63mm,B4=47,B2=40mm。 4.4.4 按弯扭合成强度校核轴径 (1）画出轴的受力图。 (2）作水平面内的弯矩图。 支点反力为 -截面处NN F FF t HBHA 1030 2 2059 2 2 的弯矩为： NmmmmNMHI6077. 2 118 1030 -截面处的弯矩为： NmmNmmMHI29870291030 (3)作垂直面内的弯矩图。 (4)支点反力为 NN l dFF F ar VA 65.73 1182 265 7 . 405 2 8 . 763 22 22 NNFFF VArVB 5 . 83765.73 8 . 763 2 绞肉机的设计 22 截面左侧弯矩为： NmmNmm l FM VAVI 4345 2 118 65.73 2 左 截面左侧变矩为： NmmNmm l FM VBVI 49410 2 118 5 . 837 2 右 -截面处的弯矩为： NmmNmmFM VBV 5 . 2428729 5 . 83729 (5）作合成弯矩图 VHMMM 22 截面： NmmNmmMMMHIVI l 60925607704345 22 22 左 左 NmmNmmMMMHIVI l 783206077049410 22 22 左 右 - 截面： NmmNmmMMMHV3977629870 5 . 24287 22 22 4.4.5 作转矩图 NmmNmm n P T272900 280 8 1055 . 9 1055 . 9 66 4.4.6 求当量弯矩 因绞肉机单向运转 ，故可认为转矩为脉动循环变化，修正因数为 0.6。 截面 NmmNmmTMMI el 1815002729006 . 078320 2 2 2 2 右 -截面： 绞肉机的设计 23 NmmNmmTMMe1685022729006 . 039776 2 2 2 2 4.4.7 确定危险截面及校核强度 截面-、-所受转矩相同，但弯矩 MeMe，且轴上还有键槽， 故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面 -进行 校核。 -截面： MPaMPa dW Me e 9 . 19 451 . 0 181500 1 . 0 181500 33 3 1 1 -截面： MPaMPa dW Me e 3 . 26 401 . 0 168502 1 . 0 168502 33 2 11 11 所以-1b=60Mpa，满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并 有一定裕量。 4.5 联轴器的选用 4.5.1 联轴器类型的选择 （1）绞肉机载荷平稳，轴短、刚性大，其传递的转矩也较大，所以选用凸 缘联轴器。 （2）确定型号，名义转矩： T=9.549106P/n =9.5491064/1500 =25464Nmm 查凸缘联轴器国家标准，选CYD3 型凸缘联轴器，其公称转矩为 Tn=400103NmmTC. 两轴直径均与标准相符。故主动端选Y 型 轴孔，A 型键槽。从动端选 J 型轴孔， A 型键槽。许用转速 n=6800r/minn. 绞肉机的设计 24 （3)标记 GYD3 联轴器 25112/J4262 GB5843-86 第五章 绞刀的设计 绞刀的作用是切割物料。它的内孔为方形，安装在绞笼前端的方轴上随 其一起旋转，刀刃的安装方向应与绞笼旋向相同。绞刀的规格有2 刃、3 刃、4 刃、6 刃、8 刃。 绞肉机的设计 25 绞刀用工具钢材料制造，淬火硬度为55 - 60HRC，刃口要锋利，与样 板配合平面应平整、光滑。 5 5. .1 1 绞绞刀刀的的设设计计 绞刀的几何参数对所绞出肉的颗粒度以及产品质量有着很大的影响，现 对十字刀片的各主要几何参数进行设计。 十字刀片如图 (51)所示。其每一刃部的绞肉 (指切割肉的 )线速度 分 布亦如该图所示。从图上可以看出其刃部任一点位置上只有法向速度。 v 图 5-1 绞肉机绞刀片示意图及每一叶刀片上速度分布 其值为： （） （5- 30000 n vpRr 1） 式中：刀片刃部任一点的线速度 ms； p v n刀片的旋转速度 rpm； 刀片刃部任一点至旋转中心的距离mm； r刀刃起始点半径 m m ； R刀刃终止点半径 mm； 再从任一叶刀片的横截面上来看 图(5-1)AA 截面，其刃部后角 较大，而前角及刃倾角都为零。 因此，该刀片的几何参数 (角度)不尽合理。故再将以一叶刀片的与网眼 扳相接触的一条刀刃为对象，分析刀片上各参数的作用及其影响，设计各参 数。 5.1.1 刀刃的起讫位置 绞肉机的设计 26 绞肉时，绞肉机的十字刀片作旋转运动。从式I可以看出，在转速一 定的条件下，刀刃离旋转中心点越远，则绞肉(指切割肉的 )线速度越快。 并且在螺杆进科速度也一定的条件下，假定绞肉时刀片所消耗的功全部转化 为热能，则任一与网眼板相接触的刀刃，在单位时间内产生的热量为： VFQ （5-2） 式中：Q单位时间内任一与网眼板相接触的刀刃切割肉所产生的热量 （Js） F铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N）（参见第二 部分刀刃的前角式 4) 任一刀刃切割肉的线速度（ ms） 所以，绞肉 (切割肉)的线速度越快，则所产生的热量也越大，因此绞肉 的线速度不能很高。 根据经验，我们知道一般绞肉时刀刃切割肉的钱速度 处在 30 一 90mmin 之间最为理想，因此由这些数据可估算出刀刃的起讫位 置，即刃的起点半径和终点半径 R。 根据式1得： n 30000 （5-3） 我们已知十字刀片得转速 n326r/min 当时， min 30m/min=0.5m/s r mm65.145 . 0 326 30000 / 当时， min R smm R /5 . 1min/90 RmmR94.435 . 1 326 30000 / 绞肉机的设计 27 圆整后取 :r=15mm R=45mm 5.1.2 刀刃的前角 当十字刀片绞肉时，其任一与网限板相接触的刀刃上的受力情况如图 (5-2)所示。 图5-2 与网眼板相接触的刀刃的受力分析 根据图5-2可知： fnfn FFFFFF 其值为： 因为刀刃与网眼板的摩擦力为： nf FF 肉与前刀面的摩擦力为： nf FF 整理得： cos)1 ()( 2 nn FFFF （5-4） 式中：F铰肉时任一与网眼板相接触的刀刃上的切割力（N） 刀片绞肉时肉的剪切抗力（ N） F 刀刃与网眼板的摩擦系数 肉被剪切时与前刀面的摩擦系数 刀片的前角（） 网眼板作用于刀刃上的压力（ N） n F 绞肉机的设计 28 肉被切割时作用于前刀面的压力（ N） n F 由于 AF 式中：肉的抗剪应力，与肉的质地有关 肉被剪切的面积，与网眼板的网眼直径有关 A 所以与肉的质地及网眼的直径有关，故选定网眼板之后，可以看成 F F 为常量，故令 。 1 CF 由于是网眼板作用于刀刃上的压力，可以看为刀片的预紧压力，是常 n F 量，故令。是刀片切割肉时，肉对前刀面的压力与速度v有关， 2 CFn F 故令。 vn FF 简化式4得： （5- cos)1 ()( 2 21 v FCCF 5） 从式5和式2可知，刀刃前角的大小，直接影响着绞肉过程中的切 割力，以及切割肉时所